Công dụng Cầu chủ động là bộ phận cuối cùng trong hệ thống truyền lực, tùy theo kết cấu ta có cầu chủ động đặt phía sau hộp số, nối với hộp số hay hộp phân phối bởi trục truyền động các
MÔ TẢ KHÁI QUÁT CHUNG VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG
Cầu chủ động
Cầu chủ động là bộ phận cuối cùng trong hệ thống truyền lực, tùy theo kết cấu ta có cầu chủ động đặt phía sau hộp số, nối với hộp số hay hộp phân phối bởi trục truyền động các đăng, hoặc cầu chủ động và hộp số được đặt trong một cụm Công dụng:
- Là giá đỡ và giữ hai bánh xe chủ động
- Phân phối mômen của động cơ đến hai bánh xe chủ động để xe chuyển động tiến hoặc lùi.
- Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên ôtô
- Thay đổi tỷ số truyền nhằm mục đích tăng mômen xoắn qua cơ cấu phân chia truyền tới bánh xe chu động nào đó (thường 90 0 ) đối với trục dọc của bánh xe.
- Phải có tỷ số truyền đủ lớn, kích thước trọng lượng nhỏ gọn đảm bảo khoảng sáng gầm xe, qua đó đảm bảo tính năng thông qua của xe.
- Phải có hiệu suất truyền lực lớn, làm việc êm dịu và có độ bền lâu.
- Đảm bảo độ cứng vững và độ bền cơ học cao.
Theo kết cấu cấu truyền lực chính:
Theo vị trí của cầu chủ động trên xe:
- Cầu chủ động đặt trước.
- Cầu chủ động đặt sau.
Theo số lượng cầu bố trí trên xe:
- Xe một cầu chủ động.
- Xe hai cầu chủ động.
- Xe ba cầu chủ động.
Theo số lượng cặp bánh răng truyền lực chính:
- Một cặp bánh rang có tỷ số truyền cố định.
- Hai cặp bánh rang có tỷ số truyền cố định.
Hình 1.1 Cấu tạo cầu chủ động
1, 2, 3,4 : Các chi tiết của truyền lực chính 5 : Bánh răng vành chậu
6, 7 : ổ bi đỡ bán trục 8 : Vòng chắn dầu 9 : Bán trục 10 :Vỏ cầu.
11 : Bánh răng quả dứa 12 : Bánh răng bán trục 13 : Vỏ vi sai.
Truyền lực chính
-Tăng mômen quay cho bánh xe tạo nên số vòng quay tối ưu cho chuyển động của ôtô trong khoảng tốc độ của xe yêu cầu.
-Tạo nên chiều quay thích hợp giữa bánh xe và hệ thống truyền lực.
Truyền lực chính (TLC) là cơ cấu biến đổi mômen trong HTTL và nằm giữa các bánh xe chủ động của ôtô. Đảm bảo đặc tính động lực học và tính kinh tế nhiên liệu tối ưu cho ôtô với các tỷ số truyền đã chọn.
- Có hiệu suất cao, làm việc êm dịu và không ồn.
- Đảm bảo khoảng sáng gầm xe đủ lớn.
- Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, của ổ và của trục.
Theo số lượng bánh răng TLC Có 2 dạng: truyền lực đơn (một cặp bánh răng) và truyền lực kép (2 cặp bánh răng).
-Trong truyền lực đơn phân loại theo dạng bánh răng:
Hình 1.2: Sơ đồ truyền lực chính đơn. a TLC bánh răng côn xoắn. b TLC dạng hypoit. c.TLC dạng trục vít.
Truyền lực chính kép có tỷ số truyền được tạo bởi 2 cặp bánh răng ăn khớp Gồm truyền lực chính trung tâm hay truyền lực chính bên (cạnh) Truyền lực chính kép được sử dụng trên ô tô cần tỷ số truyền lớn khi truyền lực chính đơn không đáp ứng được.
Hình 1.3: Sơ đồ truyền lực chính kép a Truyền lực chính trung tâm b Truyền lực chính bên
Vi sai
Khi ôtô chạy trên đường thẳng, các bánh xe có tốc độ như nhau, do đó không có ảnh hưởng gì đến độ cân bằng, ổn định của xe Nhưng khi vào cua, bánh xe phía trong có quãng đường ngắn hơn bánh xe phía ngoài, do đó để xe có thể vào cua, vận tốc của bánh xe phía ngoài lớn hơn.
- Thay đổi tốc độ của các bánh xe (trái, phải) khi xe đi vào đường cong cua
- Truyền momen của động cơ tới bánh xe.
- Đóng vai trò là cơ cấu giảm tốc độ cuối cùng trước khi momen xoắn truyền tới các bánh xe.
1.3.2 Yêu cầu của cụm vi sai
- Phân phối mômen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa ở các bánh xe.
- Kích thước vi sai phải nhỏ gọn.
- Hiệu suất truyền động cao.
Theo công dụng chia ra:
- Vi sai giữa các bánh xe.
- Vi sai giữa các cầu.
- Vi sai giữa các truyền lực cạnh.
Theo kết cấu chia ra:
- Vi sai dạng bánh răng nón.
- Vi sai dạng bánh răng trụ.
- Vi sai tăng ma sát.
Theo đặc tính phân phối mômen xoắn:
- Vi sai không đối xứng.
Bán trục
Các bán trục dùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động Trên các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn còn được dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động
- Phải chịu được mômen lớn trong khoảng thời gian lâu dài.
- Bán trục phải có cân bằng động tốt.
- Đối với bán trục cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạn trục của bán trục.
- Đảm bảo độ chính xác về hình dáng hình học và kích thước.
Hình 1.4: Sơ đồ các loại bán trục a.Bán trục không giảm tải: ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài, đặt trực tiếp lên nửa trục b.Bỏn trục giảm tải ẵ: ổ trục bờn trong đặt trờn vỏ vi sai và ở bờn ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục. c.Bỏn trục giảm tải ắ: ổ tựa ở bờn trong đặt lờn vỏ vi sai cũn ổ tựa bờn ngoài gồm
2 ổ bi đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục. d.Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa bên trong được đặt trên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài gồm hai ổ bi đặt trên dầm cầu và moay ơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
Vỏ cầu
1.5.1 Công dụng của vỏ cầu
- Đỡ toàn bộ phần được treo tác dụng lên cầu.
- Bao kín và bảo vệ cho bộ truyền lực chính, vi sai và các bán trục để nó có thể hoạt động tốt và lâu dài
- Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt đường lên.
1.5.2 Yêu cầu đối với vỏ cầu
- Vỏ cầu phải đủ cứng vững để chịu được trọng lượng của xe.
- Phải đảm bảo độ kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.
- Có kích thước và khối lượng nhỏ gọn để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe.
THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN ÔTÔ
Những số liệu ban đầu
2.1.1 Nhiệm vụ đồ án thiết kế cầu chủ động Đồ án môn học thiết kế cầu chủ động ôtô thực hiện: thiết kế và tính toán cầu chủ động xe tải
Cầu chủ động bao gồm: truyền lực chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
Trong phần này thiết kế và tính toán truyền lự chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
2.1.2 Các thông số cho trước
Các thông số cho trước khi thiết kế, tính toán cầu chủ động gồm:
- khối lượng toàn bộ của ôtô : G= 2250 (kg)
- Khối lượng phân bố lên cầu sau : G 2 = 1350 (kg)
- Mômen cực đại của động cơ : M emax 0(Nm) với n emax = 2000 (v/p)
- Tỷ số truyền của cụm hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính : i 0 = 5,225
+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí : i h 1¿4,224i h2 =2.775i h3 =1.65i h 4 =1
Hệ số bám của đường : φ max = 0,75
Thiết kế tính toán truyền lực chính
2.2.1 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính a) Chọn tải trọng tính toán Đối với ô tô có tất cả các cầu chủ động: tải trọng tính toán xác định theo moomen bám, trong đó coi mô men giữa các cầu được phân phối tỷ lệ với trọng lượng bám:
Với: M i G i max r bx - Moomen bám phân phối lên cầu thứ i.
G i - Trọng lượng bám phân phối lên cầu thứ i. rbx – bán kính tính toán của bánh xe. ic- tỷ số truyền lực cạnh. i0- tỷ số truyền lực chính. ϕ max - hệ số bám.
Từ điều kiện bám ta chọn mômen xoắn tính toán là M tt 2455 (Nm) a) Chọn tải trọng tính toán. Đối với ô tô có tất cả các cầu chủ động: tải trọng tính toán xác định theo moomen bám, trong đó coi mô men giữa các cầu được phân phối tỷ lệ với trọng lượng bám:
Với: - Moomen bám phân phối lên cầu thứ i.
- Trọng lượng bám phân phối lên cầu thứ i. r bx – bán kính tính toán của bánh xe. i c - tỷ số truyền lực cạnh. i 0 - tỷ số truyền lực chính.
M tt I2(Nm) b) Chọn các thông số kích thước cơ bản của bộ truyền lực chính :
Chọn môđun mặt mút lớn m s (Theo hình 3.5 :Quan hệ giữa ,m s
Với mômen tính toán _ HD TKTT OTO-MAY KEO)
- Chọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.5) ta chọn số răng của TLC là: Z 1 =7; Z 2 7
Với: Z 1 - là số răng của bánh răng quả dứa.
Z 2 - số răng của bánh răng mặt trời.
Chọn hệ số dịch chỉnh răng ( ) và góc ăn khớp ( ).
- Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn răng ( )
Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngược với chiều quay của bánh răng để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên đáy lớn khi xe chạy tiến ( tránh kẹt răng)
Nhìn từ đầu máy khi xe chạy tiến thì bánh răng chủ động quay phải ( thuận chiều kim đồng hồ ) nên ta chọn chiều xoắn của bánh răng nón chủ động là chiều trái như hình 2.1 :
Hình 2.2 : Chiều xoắn của bánh răng chủ động
- Chiều dài đường sinh trung bình:
- Môđun pháp tuyến trung bình:
- Đường kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính Hipôit:
- Trong đó (Nm) là tỷ số truyền của truyền lực cạnh
- Độ dịch trục E của bánh răng nhỏ :
- Chiều rộng bánh răng lớn chọn
- Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng bánh chủ động bộ :
- Ta có hệ số tăng đường kính bánh răng chủ động:
Góc côn chia bánh nhỏ
- Góc côn chia bánh lớn
- Đường kính vòng chia đáy lớn :
Với bánh lớn : vì có hệ số tăng đường kính của bánh răng chủ động
- Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn :
- Chiều cao chân răng mặt mút lớn :
Bảng 2.1 Thông số bộ truyền lực chính Hipôit
Thông số Chủ động Bị động
Chiều dài đường sinh trung bình
Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng
Bề rộng bánh răng Độ dịch trục E E = 20(mm) E = 20(mm)
Môđun pháp mặt mút lớn m s m s
Môđun pháp trung bình Đường kính vòng chia mặt mút lớn Đường kính vòng chia trung bình
Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn
1 7,008( ) h f mm h a 2 22,992(mm) mặt đáy lớn
2.2.2.Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính
-Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính
-Sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền lực chính như hình 2.2 :
-Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ :
- Lực vòng tác dụng lên bánh lớn :
.( 20 sin10,8 sin 47,6 cos10,8 ) 21,88( ) cos 47, 6 tg kN
.( 20 sin 79, 2 sin 27,6 cos 79, 2 ) 7, 61( ) cos 47,6 tg kN
2.2.3 : Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính
- Kiểm tra bền theo ứng suất uốn :
Với: y- hệ số dạng răng được xác định theo hệ số răng tương đương Z tđ
37 290 cos cos cos 79, 2.cos 27,6 td o td o
Vậy tra bảng (3-18) (TKCTM) ta có: y 1 0,392; y 2 0,517
- ứng suất uốn cho phép, (MN/m 2 )
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
Với: r itđ - bánh răng tương đương, i=1;2 và
- ứng suất tiếp xúc cho phép, = ( ) (MN/m 2 )
E = 2,15 là môđun đàn hồi của vật liệu
188,6 2.cos 47,6.cos10,8 211( td td r mm r mm
Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn
2.2.4 Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính
2.2.4.1 Tính trục của bộ truyền lực chính : a) Chọn sơ bộ đường kính trục :
Chọn d1Pmm b)Tính chính xác đường kính và định kết cấu trục :
Phân tích kết cấu trục :
Khoảng cách giữa hai gối đỡ :
Hình 2.3.Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động
Chọn sơ bộ kích thước ổ đỡ trục :
Từ đường kính d = 50 mm chọn ổ đũa côn ký hiệu 7510 có dxBxD là 50/23/90 (mm) (theo bảng P2.11 trang 261_tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1_NXBGD 2001) là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đường kính vòng chia trung bình của bánh răng nhỏ
Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm :
Vậy đường kính trục tại ổ đỡ đầu tiên là 50 mm.
2.2.4.2.Tính ổ đỡ trục bánh răng chủ động :
Hệ số làm việc của ổ bi đỡ chặn ( ổ đũa côn) n là số vòng quay tính toán của trục khi vận tốc ôtô P km/h h là tổng thời gian làm việc của ổ bi
Trong đó P km/h SP.000 km là khoảng thời gian giữa 2 lần đại tu xe
Tra bảng P2.11-trang 262 _”tính toán hệ dẫn động cơ khí” : chọn ổ đũa côn kí hiệu 7516 ổ đường kính dmm
Tính toán vi sai
2.3.1 Tính toán kích thước bộ vi sai đối xứng
Chọn số bánh răng hành tinh q = 4 (ôtô tải)
Chọn sơ bộ mô đun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là ms = 9
Chọn số răng của bánh răng bán trục: Đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục deb = 0,4.De2
Với De2 = 497,5 mm là đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu
deb = 0,4.497,5 = 199 (mm) => chọn deb = 199 (mm)
Số răng của bánh răng bán trục là:
22 Chọn số răng của bánh răng bán trục : Z=Z b " răng
Chọn số răng của bánh răng hành tinh : Z h răng
Tính góc côn chia của cặp bánh răng :
Góc côn chia của bánh răng hành tinh : δ h =δ 1 =arctg
22&,56 0 Góc côn chia của bánh răng trục : δ b =δ 2 0 −26,56 0 c,44 0
Chiều dài đường sinh côn chia :
Chiều dài đường sinh trung bình là:
Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai m n = √ [ σ u ] z 3 ( q 1+ L 0 ( k σ 1−λ ) M 3 o ) π y
Trong đó k σ =0,2 là hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng
Hệ số dạng răng, y=0,392 (tra bảng 3.18 - [3])
[ σ u ] - Ứng suất uốn cho phép, [ σ u ] U0 MN/m 2 b- chiều dài răng bán trục và bánh răng hành tinh; b0,3 L 0 0,3.110,7 33, 21 (mm) λ - hệ số kích thước, 0
Bảng 2.2 Thông số vi sai
Thông số Kí hiệu Đơn vị
Kết quả Bánh răng hành tinh
4 Môđun pháp vòng ngoài m s mm
5 Môđun pháp trung bình m n mm
6 Nửa góc côn chia độ 1 26,56 2 63,44
7 Hệ số dich chỉnh mm 0,23 0,23
8 Chiều dài đường sinh L 0 mm 147 147
10 đường kính vong chia trung bình d mm d m n Z 176 352
11 Đường kính vòng chia đáy lớn d e 121 242
2.3.2 Tính toán bền cho bộ vi sai
2.3.2.1 Chọn chế độ tải trọng tính toán
Mômen lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục :
+ Giá trị bị hạn chế bởi điều kiện bám:
Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh :
Q vs P tg vs sin 10, 6 20 sin 26,56 tg 0 0 1, 7( kN )
R vs P tg vs 10,6 20 tg 0 3,8( kN )
2.3.2.2 Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn ứng suất uốn :
Với: - Ứng suất uốn cho phép, =(1000 2000) (MN/m 2 ) y- hệ số dạng răng, tra bảng 3-18 (TKCTM) y1=0,338; y2=0,392 mtb- môđun pháp tuyến trung bình,
Xác định K: Với các bánh răng có độ cứng HB